Pravila za izvođenje strukturne analize mehanizma:

1. Eliminirati pasivne veze i dodatne stupnjeve slobode (W) iz kinematičkog dijagrama mehanizma.

2. Ravne kinematičke parove klase 4 zamijeniti kinematičkim parovima klase 5, pri čemu zamjenski mehanizam mora imati broj stupnjeva slobode kao prethodni mehanizam i izvoditi sva svoja kretanja.

3. Počnite odspajati strukturnu skupinu koja je najudaljenija od vodeće karike mehanizma.

4. Najprije odvojite strukturnu skupinu klase II (ako nije moguće odvojiti strukturnu skupinu klase II, odvojite strukturnu skupinu III razred itd.).

5. Pobrinite se da kada se strukturna grupa odvoji, preostali mehanizam zadrži svoju funkcionalnost, tj. nije se raspao.

Zamjena kinematičkog para klase 4 kinematičkim parom klase 5.

Bilo koji ravni kinematički par klase 4 zamjenjuje se s dva kinematička para klase 5 (rotacijski i translatorni), međusobno povezani fiktivnim vezama.

Primjeri: Dat je zupčanički mehanizam. Kinematičke parove klase 4 potrebno je zamijeniti kinematičkim parovima klase 5 (slika):

Riješenje :

Ovdje n=2, P5=2, P4=1(t.B),

Zatim W=3·2-2·2-1=1

Kroz t. U nacrtati tangentu t-t na vezu 2. Kroz t. U pod kutom prema t-t izvršiti N-N. Od bodova A I S povući okomice na N-N. Na mjestima njihova sjecišta s N-N ugraditi rotacijske kinematičke parove klase 5: DO I L K-L.

Kut zahvata karike 1 i karike 2 jedan s drugim.

(W).

Ovdje n=3, P5=4, P4=0, Zatim W=3·3-2·4=1

Osiguran mehanizam trenja, riža.

Ovdje: n=2, P5=2, P4=1(t.V)

Zatim: W=3·2-22-1=1

Riža. jedanaest

Kroz t. U nacrtati tangentu t-t na vezu 1 i vezu 2. Kroz t. U okomito na t-t izvršiti N-N DO I L, koji su povezani fiktivnim poveznicama K-L. Budući da se središta zakrivljenosti veze 1 i veze 2 podudaraju s osima njihove rotacije (01,02), tada DO I L prenijeti paralelno t-t vrijednošću polumjera veze 1 i veze 2, sl.

Nacrtajte kinematičku shemu zamjenskog mehanizma i odredite broj stupnjeva slobode W,

Ovdje: n=3, P5=4, P4=0. Zatim W=3·3-2·4=1

Zadani bregasti mehanizam, riža.

Riješenje:

Ovdje n=2, P5=2, P4=1

Zatim W=3·2-2·2-1=1

Kroz t. U nacrtati tangentu t-t Do

karika 1 i karika 2. Preko t. U okomito na t-t izvršiti N-N. Na N-N pronađite središta zakrivljenosti veze 1 i veze 2, u njih ugradite rotacijske kinematičke parove klase 5: DO I L, koji su povezani fiktivnim poveznicama K-L, riža.

Nacrtajte kinematičku shemu zamjenskog mehanizma i odredite broj stupnjeva slobode W, riža.

Ovdje n=3, P5=4, P4=0, Zatim W=3·3-2·4=1

Primjeri izvođenja konstrukcijske analize mehanizma.

Zadano: Kinematički dijagram mehanizma.

Potreban strukturalna analiza mehanizam.

Riješenje:

a) Pokretne veze: 1,2,3,4,5 . Kinematički parovi: A, A", B, C, D, E, E"

b) W=3n-2P 5 - P 4, Ovdje n=5, P5=7, P4=0 → W=3·5-2·7=1

Razmotrite preostali mehanizam 0,1,2,4,0

Mehanizam se raspao, jer kada se karika 1 rotira, karika 4 će biti nepomična.

Dakle, učinjeno je pogrešno.

U ovom slučaju, strukturna grupa klase III je isključena

Strukturna grupa III razred 3. red.

3. Veze 0.1 ostaju s kinematičkim parom A.

W=3·1-2·1=1

Stoga je vodeća karika mehanizam klase I.

Strukturna formula I (0,1) → III 3 (2,3,4,5).

Osnovni mehanizam klase III.

1) Odspojite veze 1,2 s kinematičkim parovima A,B,C

n=2, P5=3, W=3·2-2·3=0.

2) odspojite veze 3,4 s kinematičkim parovima A", D, E,

n=2, P5=3, W=3 2-2 3=0

Strukturna grupa II razred 2. red

3) veze ostaju 0,5 s kinematičkim parom E",

n=1, P5=1, W=3 1-2 1=1

Vodeća karika je mehanizam klase I.

Osnovni mehanizam klase II.

Dana je kinematička shema mehanizma klase 5. Potrebno je izvršiti strukturnu analizu mehanizma.

Linkovi: 0, 1, 2, 3, 4, 5, 0, 6, 0

Kinematički parovi: A, B, C, D, D", E, F, K

W=3n-2P 5 -P 4, Ovdje n=6, P 5 =8, P 4 =0 → W=3 6-2 8=2

1) odspojite veze 4,5 s kinematičkim parovima D,D",E.

n=2, P5=3, W=3·2-2·3=0.

Riža. 41

Strukturna grupa II razred 2. red.

Razmatra se glavni mehanizam s vezama 0,1,2,3,6,0.

Mehanizam se nije raspao, jer kada se karika okreće 1 i 6 bit će mobilni.

Odvajanje strukturne grupe je ispravno izvršeno.

2) Odspojite veze 2 i 3 s kinematičkim parovima od glavnog mehanizma B,C,F, riža.

n=2, P5=3, W=3 2-2 3=0

Strukturna grupa II razred 2. red.

3) vodeće karike ostaju 0,1 s kinematičkim parom A i poveznice 0,6 s kinematičkim parom DO.

Riža. 44

n=1, P 5 =1, W=3 1-2 1=1 n=1, P 5 =1, W=3 1-2 1=1

Mehanizam I klase Mehanizam I klase

4) zapišite formulu za strukturu mehanizma:

II 2 (2.3) → II 2 (4.5)

ja (0,6) Mehanizam klase II

Kinematička analiza prijenosnih mehanizama.

Zadatak kinematičke analize prijenosnih mehanizama je određivanje njihovih prijenosnih omjera.

Mehanizam zupčanika je mehanizam koji se sastoji od zupčanika dizajniranih za prijenos rotacije s jedne osovine stroja na drugu osovinu s promjenom veličine prenesenog momenta (Mcr).

Zakretni moment ovisi o prijenosnom omjeru; što je veći prijenosni omjer, to je veći zakretni moment (Mcr). Mehanizam zupčanika ugrađen je između motora i radnog mehanizma.

Zupčanički mehanizam koji služi za smanjenje brzine vrtnje ili broja okretaja vratila motora naziva se mjenjač; povećati - množitelj; Štoviše, mjenjač povećava okretni moment (Mcr), a multiplikator ga smanjuje.

Postoje jednostavni, planetarni (satelitski), stepenasti, diferencijalni i zatvoreni diferencijalni prijenosni mehanizmi.

Mehanizmi planetarnih prijenosnika, prijenosni omjer.

Pojedinačni prijenosni omjeri planetarnih prijenosnih mehanizama.

Planetarni zupčanik je mehanizam kod kojeg je najmanje jedna osovina sa skupinom zupčanika (satelita) pomična u prostoru.

Planetarni mehanizmi koriste se za dobivanje velikih prijenosnih omjera uz manje dimenzije i težinu u odnosu na jednostavne prijenosne mehanizme. Mehanizam planetarnog zupčanika sastoji se od središnjeg kotača, satelita (broj satelita od 2 do 12), fiksnog kotača i nosača (središnja pomična os satelita). Oni imaju W=1 i dolaze u sljedećim tipovima: 1) Jamesov mjenjač (Sl. 8)

Ovdje: 1 – središnji (solarni) kotač; 2 – satelit; 0 – fiksni kotač; N– nosač (pokretna kinematička veza).

W = 3n - 2P 5 - P 4

Ovdje: n = 3 (1,2, H), P 5 = 3 (A, B, C), P 4 = 2 (D, E).

Zatim: W=3·3-2·3-2=1

Prijenosni omjer planetarnog prijenosnog mehanizma određen je Willisovom formulom:

(1)

Obični cilindrični planetarni prijenosni mehanizam 1-0 (slika 9).

Zatim: (2)

Zamijenite (2) u (1):

Odredite: a) prijenosni omjer za vožnju unazad

c) prijenosni omjer od središnjeg zupčanika do bilo kojeg pokretnog kotača (na primjer, xatalit)

.

2) David mjenjač s vanjskim ozubljenjem (slika 10).

Dva ili više zupčanika čvrsto učvršćenih na jednoj osi čine jedan kotač i označeni su istim brojevima; a druga, treća brzina će imati jedan, dva itd. udarci. Na sl. 10: 2 - 2".
, (1)

Gdje – prijenosni omjer stepenastog planetarnog mehanizma.

Zatim:
(2)

Zamijenite (2) u (1): .

Pošaljite svoj dobar rad u bazu znanja jednostavno je. Koristite obrazac u nastavku

Studenti, diplomanti, mladi znanstvenici koji koriste bazu znanja u svom studiju i radu bit će vam vrlo zahvalni.

Objavljeno na http://www.allbest.ru/

Analiza prijenosnih mehanizama.Pogon s otvorenim evolventnim zupčanikom.Izračun parametaraotvoreni evolventni prijenos

Početni podaci

Koeficijent radijalnog zazora = 0,25.

Koeficijent visine glave zuba = 1.

Modul zupčanika, m = 10.

Broj zuba,.

Prihvaćamo koeficijente pomaka: .

Kut profila zuba, b = 20°.

Odredite zahvatni kut:

Iz tablice određujemo:

Određujemo udaljenost koraka između osi:

Odredi središnju udaljenost:

Određujemo koeficijent percipiranog pomaka:

Određujemo koeficijent pristranosti izjednačenja:

Proračun geometrijskih parametara zupčanika 1 i kotača 2 dat je u tablici:

Tablica - Proračun geometrijskih parametara evolventnog prijenosa

Utvrđena vrijednost.	Formula za izračun	Vrijednosti
		Zupčanik_1	Kotač_2_
Visina debla zuba
Visina glave zuba
Radijus nagiba
Polumjer kružnice jezgre
Polumjer početne kružnice
Radijus kruga vrha zuba
Kut profila
Polumjer kruga udubljenja
Debljina zuba duž podeone kružnice
Kružni korak
Debljina zuba duž glavnog opsega
Debljina zuba oko vrhova

Određujemo koeficijent preklapanja zupčanika:

Konstrukcija evolventnog zupčanika

1 Nacrtamo položaj osi rotacije i povučemo središnju liniju.

2 Nacrtamo lukove početnih kružnica (i označimo pol zahvata P na mjestu njihovog dodira.

3 Konstruiramo preostale kružnice zupčanika: vrhove zuba (radijusi i), podeone kružnice (radijusi i), glavne kružnice (radijusi i) i šupljine zuba (radijusi i). Istovremeno provjeravamo točnost grafičke konstrukcije na temelju vrijednosti radijalnog zazora.

4 Povlačimo zajedničku tangentu na glavne kružnice. U tom slučaju mora nužno prolaziti kroz zahvatni pol P. Budući da je ova tangenta zahvatna linija, na njoj su označene karakteristične točke: i - dodirne točke s glavnim kružnicama i i - sjecišta zahvatne crte s krugovi vrhova zuba.

Isječak zahvatne crte zatvoren između točaka i je teoretska zahvatna linija, a segment između točaka i je radni presjek zahvatne crte.

Prikazujemo zahvatni kut. Da biste to učinili, povucite ravnu crtu kroz zahvatni stup P okomito na crtu središnje udaljenosti. Kut odstupanja linije zahvata od ove linije je kut zahvata.

5 Konstruiramo evolvente zupčanika koji se dodiruju na polu ozubljenja P. Da bismo izgradili profil zuba prvog kotača, segment teorijske linije ozubljenja P podijelimo na tri jednaka dijela. Ovi segmenti (uzevši ih jednake duljine lukovi) položimo duž glavne kružnice desno i lijevo od točke i označimo točke. Kroz te točke povlačimo tangente na glavnu kružnicu i na njih ucrtavamo jedinične segmente čiji broj odgovara broju točke iz koje je povučena tangenta. Da bismo točnije nacrtali tangente, prvo povučemo ravne crte koje povezuju te točke s osi rotacije i vratimo okomice na te ravne crte. Glatka krivulja povučena kroz dobivene točke je evolventni profil desnog dijela prvog kotača.

6 Za konstruiranje suprotne strane zuba potrebno je nacrtati njegovu os simetrije. Njegov položaj određujemo odlaganjem polovice debljine zupca duž podeone kružnice. Odstranjujući vrijednost /2 duž razdjelne kružnice, dobivamo točku. Ravno spajanje ovu točku s osi rotacije, te će biti os simetrije zuba. Mjerenjem tetiva ovih lukova šestarom i zarezima na odgovarajućim kružnicama dobivamo točke koje pripadaju evolventi suprotne strane zuba.

Odredite radijus ugla:

Evolvente drugog kotača konstruirane su na sličan način.

Određujemo grafički koeficijent preklapanja zupčanika:

zupčanik zupčanik

Pogreška u određivanju koeficijenta preklapanja grafički je:

Objavljeno na Allbest.ru

...

Slični dokumenti

Klasifikacija zupčanika prema obliku profila zuba, njihovoj vrsti, relativni položaj osovine osovine. Osnovni elementi zupčanika. Proračun osnovnih geometrijskih parametara cilindričnog zupčaničkog prijenosnika. Mjerenje promjera vrhova zuba kotača.

prezentacija, dodano 20.05.2015


Odabir elektromotora: postupak proračuna potrebne snage i drugih parametara. Obrazloženje izbora zupčaničkog prijenosnika: izbor materijala, proračun dopuštenih naprezanja i savijanja, veličine zubaca kotača i zupčanika, probni proračun vratila prijenosnika.

kolegij, dodan 01.11.2013


Kinematički proračun i određivanje prijenosnih omjera pogona. Mehanički parametri na pogonskim vratilima. Definicija klinastog remena i cilindričnih zupčanika. Proračun promjera remenica. Određivanje središnje udaljenosti i kuta omota remena.

kolegij, dodan 18.12.2011


Proračun i geometrijsko projektiranje parametara zupčanika, određivanje tolerancija cilindričnih zupčanika, izbor vrste sučelja. Proračun dosjeda i izvedbenih mjera utikača za ozubljene i kotrljajuće ležaje.

test, dodan 08.09.2010


Projektiranje sklopova, strukturno i kinematičko istraživanje polužnog mehanizma, proračun snage. Proračun geometrijskih parametara nejednako pomaknutog evolventnog zupčanika vanjskog ozubljenja iz uvjeta nepodrezivanja. Proračun zamašnjaka.

kolegij, dodan 24.03.2010


Proračun zupčaničkog prijenosa na otpornost na dodir i zamor savijanjem. Pojašnjenje faktora opterećenja. Određivanje stvarne obodne brzine, promjera rupa u glavčinama zupčanika i kotača, kuta zuba, dopuštenih naprezanja na savijanje.

test, dodan 22.04.2015


Projektiranje evolventnog zupčaničkog prijenosnika. Algoritam proračuna prijenosa. Provjera navedenih koeficijenata pristranosti. Određivanje kuta zahvata. Koeficijenti pomaka izjednačenja za strujni krug s letvom i zupčanikom su pozitivna vrijednost. Dijeljenje krugova.

sažetak, dodan 06.03.2009


Proračun i normiranje točnosti zupčanika. Odabir stupnjeva preciznosti zupčanika. Odabir vrste parenja, zubi kotača prijenosa. Odabir indikatora za kontrolu mjenjača. Proračun i normiranje točnosti glatkih cilindričnih spojeva.

test, dodan 28.08.2010


Određivanje vijeka trajanja pogona. Proračun snage i brzine motora. Odabir materijala zupčanika, provjera dopuštenih naprezanja. Proračun geometrijskih parametara zatvorenih cilindričnih zupčanika, vratila i ležajeva.

kolegij, dodan 18.11.2012


Vrste planetarnih prijenosnika i njihova konstrukcija. Prijenosni omjer planetarnog prijenosnika i određivanje broja njegovih zubaca. Konstrukcija planetarnog mehanizma. Vrste zupčanika. Kvalitativni pokazatelji angažmana. Konstrukcija tri zuba 1. i 2. kotača.

Opći pojmovi i definicije. Planetarni prijenosnik je zupčanički mehanizam koji, osim središnjih kotača koji se okreću na nepokretnim osovinama, ima najmanje jednu vezu s pokretnim osovinama. Potonji su opremljeni zupčanicima koji se zahvaćaju sa središnjim kotačima i kotrljaju se oko njih. Dakle, osobitost planetarnog mehanizma je prisutnost jedne ili više pokretnih osi koje izvode kružna kretanja oko fiksne središnje osi.

Kotači koji se nalaze na pokretnim osovinama nazivaju se sateliti i označavaju se slovima g ili /, a zove se veza koja na svojim osima nosi satelite prijevoznik i označava se slovom Y.

Jednostavan planetarni mehanizam je mehanizam u kojem je jedan od središnjih kotača nepomičan (zaustavljen). Primjeri jednostavnih planetarnih mehanizama prikazani su na sl. 11.18. Kada se nosač okreće, kretanje satelita nalikuje kretanju planeta. Rotira oko svoje osi, fiksiran

Riža. 11.18.

A - s vanjskim zahvatom sunčevog kotača sa satelitom; b - s unutarnjim ozubljenjem krunog kotača sa satelitom.

pričvršćeni za nosač, oni se zajedno s nosačem okreću oko glavne nepomične osi.

Budući da osi središnjih kotača i nosača leže na istoj ravnoj liniji, svaki planetarni mehanizam je koaksijalan. Zaustavljeni središnji kotač s vanjskim zupčanikom naziva se sunčanim kotačem, a zaustavljeni središnji kotač s unutarnjim zupčanikom (vidi sl. 11.18, b) često se naziva krunom.

Shema jednostupanjskog planetarnog mehanizma sastoji se od četiri pokretne karike: središnji kotač A s brojem zuba z v satelit g s brojem zubaca z 2, nosač N i središnji kotač b unutarnji zupčanik s brojem zubaca z 3. Stupanj mobilnosti ovog mehanizma, izračunat pomoću formule P. L. Chebysheva

Poznato je da je potpuna sigurnost kretanja pogonskih karika mehanizma moguća samo u slučaju kada se broj pogonskih karika podudara s brojem stupnjeva slobode. Stoga mehanizam koji se razmatra, koji ima dva stupnja slobode, mora imati dvije vodeće veze.

Planetarni mehanizam s dva ili više stupnjeva slobode naziva se diferencijalnim. Ovaj mehanizam omogućuje zbrajanje kretanja primljenih od dvije ili više neovisnih pogonskih karika na pogonskoj karici.

Diferencijalni mehanizam može se pretvoriti u jednostavni planetarni ili zatvoreni planetarni zaustavljanjem (fiksiranjem) jednog od središnjih kotača ili nametanjem dodatne kinematičke veze na mehanizam, zbog čega stupanj pokretljivosti mehanizma postaje jednak jedinici. .

Dakle, ako u mehanizmu koji se razmatra (Sl. 11.19, b) pričvrstite središnji kotač b, tada dobivamo jednostavan planetarni mehanizam s jednim stupnjem pokretljivosti. Ovdje mogu biti vodeće i pokretane veze oj N ili Ja i A.

Na sl. Na slici 11.20 prikazana su dva dijagrama zatvorenog planetarnog mehanizma - jednostupanjski i dvostupanjski. Metoda njihovog zatvaranja u ovom slučaju je ista. Sastoji se u tome što središnji kotač b kruto pričvršćen na zupčanik c, a zupčanik je fiksiran na os nosača I d. Zupčanici S I d zahvaćeni su zupčanicima z 5 i z (. ili z (. i z 7, koji se okreću na odvojeno udaljenim i fiksnim osima 0 56 ili O fi7.

Riža. 11.19.

A - sve pokretne karike su slobodne - diferencijalni mehanizam; b - fiksni središnji kruni kotač - planetarni mehanizam

Riža. 11.20.

Cjelokupna raznolikost planetarnih zupčanika, kako ravnih tako i prostornih (konusnih), može se svesti na nekoliko osnovnih tipova, klasificirajući ih ili prema vrsti zupčanika. (A - vanjski, / - unutarnji), ili prema broju glavnih poveznica. U industriji se najviše koriste cilindrični jednostupanjski i dvostupanjski zupčanici, klasificirani kao 2K-# i ZK zupčanici.

U 2K-Ya prijenosima (Sl. 11.21), glavne veze su dva središnja kotača A I b i vozio sam (odatle oznaka 2K-Ya). Na sl. 11.21 prikazuje moguće opcije za dvostupanjske prijenose, u kojima središnji kotači zahvaćaju satelit s dva prstena d I /. Također se mogu klasificirati prema vrsti zupčanika kao //-zupčanici, .//-zupčanici i LL-zupčanici. Gotovo svi zatvoreni planetarni zupčanici koji se koriste u strojogradnji izrađeni su na temelju 2K-Ya zupčanika.

Kod ZK prijenosnika (sl. 11.22) glavne karike su tri kotača a>b I e> a nosač I služi samo za ugradnju satelitskih osi i ne podnosi opterećenje od vanjskih momenata.

Riža. 11.21.

A - //-emitiranje; b- LL prijenos; V-//-emitiranje

Riža. 11.22.

A - kotač zaustavljen b; b- kotač zaustavljen e

Na primjer, razmotrite manipulator prikazan na sl. 5.

Veze mehanizma označavamo arapskim brojevima, njihov broj je n = 5.

Kinematički parovi uključeni u ovaj mehanizam:

p 5 = 3, uključujući dva rotacijska (A, B) i jedan translatorni (C);

p 4 = 2, kuglasti zglob sa klinom (D) i cilindričnim parom (B). Sve dok se hvataljka (karika 5) ne poveže s objektom kojim se manipulira, kinematički lanac je otvoren.

Odredite stupanj pokretljivosti:

W = 6  5 - 5  4 - 4  2 = 7

Dakle, mehanizam ima 7 neovisnih pokreta za orijentaciju i kretanje u radnom prostoru.

Nakon što se hvataljka prinese predmetu manipulacije i spoji s njom, broj pokretnih karika postaje za jednu manji, tj. n = 4. Broj kinematičkih parova ostaje nepromijenjen. Sada možete odrediti sposobnost manevriranja manipulatora.

Riža. 5. Blok shema ruke manipulatora

W = 65 - 53 - 42 = 1

Činjenica da je manevarska sposobnost jednaka jedinici znači da uz fiksni položaj ručke (fiksna točka B) karike mehanizma mogu mijenjati svoj položaj ovisno o položaju jedne od karika: na primjer, kada se karika 2 okreće, istovremeno će se promijeniti duljine stranica VD i DE, kao i kutovi trokuta BDE, odnosno položaj karika 3 i 4 je funkcija kuta zakreta karike 2.

Zadatak 3. Tema “Kinematička analiza prijenosnih mehanizama”

Zadatak kinematičke analize prijenosnih mehanizama je određivanje prijenosnog omjera i brzine vrtnje izlaznih karika.

Najjednostavniji zupčanik sastoji se od dva kotača sa zubima, preko kojih oni međusobno zahvaćaju. Prema obliku kotača razlikuju se cilindrični, konusni, eliptični i figurirani zupčanici.

Najčešći zupčanici su okruglog oblika, tj. cilindrični i konusni. Konusni zupčanik se okreće između vratila čije se geometrijske osi sijeku. Prema obliku i rasporedu zuba na kotaču razlikuju se ravni, kosi, šiljasti, kružni i drugi zakrivljeni zubi.

Konstantnost prijenosnog omjera osigurava se oblikom profila zuba. Najrasprostranjeniji je evolventni profil, jer ga je lako izraditi (metodom kopiranja ili valjanja).

Pri rezanju zupčanika s brojem zuba evolventnog profila manjim od određene granične vrijednosti, noge zuba se režu, zbog čega se čvrstoća zuba značajno smanjuje. Da bi se eliminiralo podrezivanje, koriste se ofsetni zupčanici ili takozvani korigirani zupčanici.

Glavni geometrijski parametri koji karakteriziraju ozubljenje uključuju: modul, kut zahvata, promjer koraka, početni i glavni krug, koeficijent preklapanja.

Mehanizmi zupčanika dijele se na mehanizme s nepokretnom i pomičnom osi rotacije.

Za izvođenje kinematičke analize potrebno je odrediti prijenosni omjer.

Omjer prijenosa U 1 ja naziva se omjerom kutne brzine ω 1 zupčanika 1 i kutne brzine ja th ω ja zupčanik. Umjesto kutnih brzina, također možete koristiti koncept rotacijske frekvencije n:

U 1 ja= ω 1 / ω ja= n 1 / n ja . (3.1)

Kutne brzine kotača u mreži obrnuto su proporcionalne polumjerima početnih krugova r w a broj zubaca kotača Z.

Dakle, prijenosni omjer za par cilindričnih kotača vanjskog zupčanika (slika 6, a)

unutarnji zupčanik (slika 6, b)

Ukupni prijenosni omjer mehanizma s više karika jednak je umnošku prijenosnih omjera pojedinačnih stupnjeva

U 1 ja = U 12  U 23  U 34 ...U (ja -1) ja (3.3)

odrediti broj stupnjeva prijenosa;

pronaći prijenosni omjer svakog stupnja;

umnožiti prijenosne omjere stupnjeva.

Dobiveni broj bit će prijenosni omjer višestupanjskog prijenosa.

Mehanizmi s jednim stupnjem slobode i fiksnim kotačem nazivaju se planetarni. Značajka planetarnih mehanizama je prisutnost zupčanika (satelita) s pomičnim geometrijskim osima.

b

Nastavak sl.6.

Mehanizmi s brojem stupnjeva slobode W > 2, koji obično nemaju nepomični kotač, nazivaju se diferencijalnim.

Budući da sateliti u zupčanicima s pomičnim osima izvode složeno rotacijsko gibanje, prijenosno gibanje se određuje metodom obrnutog gibanja.

Stanje. Početni podaci za problem 3 dani su u tablici 4, kinematički dijagrami prijenosnih mehanizama prikazani su na slici 7. Odredite broj stupnjeva slobode mehanizma, nepoznati broj zubaca kotača i brzinu kotača.

Shema 0 Shema 1

Shema 2 Shema 3

Shema 4 Shema 5

Shema 6 Shema 7

Nastavak sl. 7

Shema 8 Shema 9

Kraj sl. 7

Tablica 4

Mogućnosti početnih podataka za zadatak 3

Veličina	Pretposljednja znamenka šifre razredne knjige
Z 4
Definirati

Laboratorijski rad br.24

Kinematička analiza prijenosnih mehanizama

Cilj rada:razvijanje sposobnosti izrade kinematičkih dijagrama prijenosnih mehanizama i određivanja njihovih prijenosnih omjera.

1. Analitički određivanje prijenosnog omjera

1.1. Mehanizmi s 3 zupčanika s fiksnim osovinama

Omjer prijenosakoji se naziva omjerom kutnih brzina veza " k" na kutnu brzinu veze "":

(cm. ; ; ).

Za ravni mehanizam koji se sastoji od dva zupčanika i letve imamo:

Gdje n– rpm, brzina vrtnje;

z – broj zuba;

– radijus početne kružnice.

Uobičajeno postavljen znak minus pokazuje da se uključeni kotači okreću različite strane na vanjski dodir (sl. 1, A), a znak plus pokazuje da se kotači okreću u jednom smjeru kada se dodiruju iznutra (Sl. 1.1, b).

a)b)

Sl. 1

Implementacija velikih prijenosnih omjera u jednostupanjskim mjenjačima (otprilike >8) postaje nepraktično, jer se promjer jednog od kotača pokazuje vrlo velikim. Nakoriste se dvostupanjski zupčasti prijenosnici, kada >40 – trostupanjski.

Prijenosni omjer višestupanjskog prijenosnika jednak je umnošku parcijalnih prijenosnih omjera pojedinih stupnjeva (jednostavni mehanizmi).

Za stepenasti mehanizam prikazan na slici 2, prijenosni omjer određen je formulom:

sl.2

Zbog paralelnosti osovina ja i V Pronađenom prijenosnom omjeru dodijelimo predznak, kao u slučaju jednostupanjskog prijenosa. Određuje se pravilom strelice. U našem slučaju vrijednostmora se dodijeliti znak minus.

Primjer 1. Određen je četverostupanjski prijenos (slika 3), koji predstavlja pogon od elektromotora do stroja. Broj zuba kotača: z 1 = 18, z 2 = 27, z 3 = 12, z 4 = 24, z 5 = 19, z 6 = 57.

sl.3

Odrediti brzinu vrtnje pogonjenog kotačaV, ako je brzina motora= 1440 o/min.

Omjer prijenosa:

broj okretaja u minuti

Primjer 2.

sl.4

Kotači 1 i 3 se okreću u različitim smjerovima ("pravilo strelice").

1.2. Planetarni i diferencijalni prijenosni mehanizmi

U svim gore razmotrenim mehanizmima zupčanika, osovine zupčanika su se okretale u nepokretnim ležajevima, tj. osovine svih kotača nisu promijenile svoj položaj u prostoru. Postoje višestupanjski prijenosnici, čije su osovine pojedinih kotača pomične. Takvi zupčanički mehanizmi s jednim stupnjem slobode (W= 1) se zove planetarni mehanizama, te s dva ili više stupnjeva slobode () – diferencijal.

Analitička metoda proučavanja kinematike takvih mehanizama temelji se na metodi preokreta gibanja (vidi ; ; ). Sve karike mehanizma dobivaju dodatnu kutnu brzinu, koja je jednaka veličini, ali suprotnog smjera kutnoj brzini nosača. Kao rezultat toga, nosač postaje nepomičan, a diferencijalni (planetarni) mehanizam pretvara se u prijenos zupčanika sa stacionarnim osovinama kotača (obrnuti mehanizam).

Primjer 3. Odredite broj okretaja nosača () i satelit ( ), kao i smjer njihove vrtnje, ako se pogonska osovina (kotač 1) okreće frekvencijom= 60 okretaja u minuti. Broj zubaz 1 = z 3 = 20, z 2 = 40.

sl.1.5

Moduli svih kotača su isti. Kotači su izrađeni bez pomaka izvorne konture. Kotač 4 je nepomičan. Kotač 3 se kotrlja preko kotača 4.

Broj stupnjeva pomicanja mehanizma:

gdje je n – broj pokretnih dijelova;

– broj kinematičkih parova pete klase,

– broj kinematičkih parova četvrte klase.

Mehanizam koji se razmatra je planetarni.

Nepoznat broj zuba (z 4 ) iz uvjeta koaksijalnosti određujemo:

Gdje – radijusi početnih kružnica,ja= 1,…4.

Budući da su kotači izrađeni bez pomaka izvorne konture, početni krugovi podudaraju se s razdjelnim krugovima:

Budući da su prema uvjetu moduli svih kotača isti, tada:

Za određivanje prijenosnog omjera primjenjujemo metodu preokreta gibanja. Neka se pokretne karike u razmatranom mehanizmu okreću kutnim brzinama. Očito je da relativno kretanje karike se neće promijeniti ako se cijelom mehanizmu da dodatna rotacija oko središnje osi s frekvencijom rotacije -n n (to jest, s frekvencijom jednakom veličinom, ali suprotnim smjerom rotacije nosača). Tada će se brzine promijeniti u skladu s tim i poprimiti sljedeće vrijednosti:

Veza	Stvarna brzina	Brzina rotacije nakon dodatne rotacije javlja se mehanizmu
Kotač 1	n 1
Kotač 4	n 4
Nosi n	n n

Stoga, kada komunicirate obrnuto gibanje cijelom mehanizmu s frekvencijom –n n nosač će biti nepomičan, a planetarni mehanizam će se pretvoriti u obični zupčanik (s fiksnim osima). Prijenosni omjer potonjeg:

ili, krećući se do kutnih brzina ():

Ovdje – stvarni kutne brzine, A– kutne brzine u obrnutom hodu, tj. kutne brzine običnog zupčaničkog mehanizma izvedenog iz planetarnog.

Za obični mehanizam zupčanika:

jer zapravo n 4 = 0.

Znak plus pokazuje da se ulazna veza 1 i nosač okreću u istom smjeru:

Za određivanje brzine rotacije satelita:

n 2 = -210 o/min.

Znak minus pokazuje da se satelitski blok 2 i 3 i nosač okreću u suprotnim smjerovima.

2. Radni nalog

U ovom radu potrebno je izvršiti kinematičku analizu tri prijenosna mehanizma, uključujući jedan planetarni ili diferencijalni. Za svaki prijenosni mehanizam izrađuje se kinematički dijagram i prvo se određuje prijenosni omjer u opći pogled, a zatim se izračuna njegova vrijednost.

Kinematički dijagram mora biti ispravno sastavljen u skladu s konvencijama usvojenim pri izradi kinematičkih dijagrama (GOST 2.703-74, GOST 2.770-68).

Nakon predaje izvješća o radu svaki student mora riješiti testni zadatak.

Obrazac protokola

"KINEMATIČKA ANALIZA ZUPČANIČKIH MEHANIZAMA"

Student Skupina Nadglednik

1. Mehanizam broj _____

Kinematički dijagram

Opći prijenosni omjer mehanizma:

a) izračunata vrijednost;

b) dobiven eksperimentalno.

2. Mehanizam broj _____

Kinematički dijagram itd.

Obavio sam posao Prihvatio posao

Kontrolni zadaci

Verziju problema zadaje nastavnik.

Nedostajući broj zubaca kotača određuje se iz uvjeta koaksijalnosti, uz pretpostavku da svi zupčanici mehanizma imaju isti modul i kut zahvata.

Zadatak br. 1 Definirati n 6	Var. br.	z 1	z 2	z 3	z 4	z 5	n 1

Problem br. 2 Definirati n 5	Var. br.	z 1	z 2	z 3	z 4	z 5	n 1
							1053

Problem br. 3 Definirati n n	Var. br.	z 1	z 2	z 2"	z 3	z 3"	z 4	n 1

Problem broj 4 Definirati n n	Var. br.	z 1	z 2	z 2"	z 3	z 4"	z 5	n 1 = n 5

Problem br. 5 Definirati n 6

Var. br.

z 1

z 2

z 2"

z 3"